MỤC LỤC
LỜI NÓI ĐẦU
PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN .
1.1.Chọn động cơ điện
1.1.1.Xác định công suất yêu cầu của trục động cơ
1.1.2.Xác định số vòng quay của động cơ
1.1.3.Chọn động cơ
1.2.Phân phối tỉ số truyền
1.2.1Xác định tỉ số truyền chung của hệ thống
1.2.2 Phân phối tỉ số truyền cho hệ
1.3.Tính các thông số trên các trục
1.3.1.Số vòng quay…
1.3.2.Công suất
1.3.3.Mômen xoắn trên các trục
1.3.4Bảng thông số động học
PHẦN 2 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI
2.1.chọn vật liệu bánh răng
2.2.xác định ứng suất cho phép
2.3.Xác định sơ bộ khoảng cách trục
2.4.xác định thông số ăn khớp
2.5.xác định các hệ số và thông số hình học
2.6.kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng
2.7.một vài thông số hình học của bánh răng
2.8.Tổngkết các thông số của bộ truyền bánh răng
PHẦN 3 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG.
3.1.Chọn vật liệu bánh răng
3.2.Xác định ứng suất cho phép
3.3.Xác định chiều dài côn ngoài theo công thức sau
3.4.Xác định các thông số ăn khớp
3.4.1. Xác định mô đun pháp
3.4.2. Xác định số răng
3.4.3. Xác định góc nghiêng của răng
3.5.Xác định các hệ số và một số thông số động học
3.6.Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng
3.6.1 Kiểm nghiệm về ứng suất tiếp xúc
3.6.1 Chiều rộng vành răng
3.6.2 Kiểm nghiệm độ bền uốn
3.6.3 Kiểm nghiệm về quá tải
3.7.Một vài thông số hình học của cặp bánh răng
3.8.Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng
PHẦN 4 : CHỌN KHỚP NỐI & THIẾT KẾ TRỤC.
4.1. Chọn khớp nối
4.1.1.Chọn khớp nối
4.1.2.Chọn vật liệu
4.2.Tính trục
4.2.1Sơ đồ đặt lực
4.2.2.Chọn vật liệu chế tạo trục
4.2.3.Xác định sơ bộ đường kính trục
4.2.4Chọn sơ bộ ổ lăn
4.2.5.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ & điểm đặt lực
4.2.6Tính phản lực và vẽ biểu đồ mô men
4.2.7.Tính mô men tổng tương đương
4.2.8.Xác định đường kính các đoạn trục
4.2.9.Chọn then và kiểm nghiệm độ bền của then
4.2.10.Kiểm nghiêm trục về độ bền mỏi
PHẦN 5 : TÍNH CHỌN VÀ KIỂM NGHIỆM Ổ LĂN.
5.1.Chọn loại ổ lăn
5.2.Chọn cấp chính xác ổ lăn
5.3.Chọn kích thước theo khả năng tải động
PHẦN 6: TÍNH TOÁN VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC.
6.1.Tính toán vỏ hộp giảm tốc
6.2.Tính toán kết cấu các chi tiết khác
6.2.1.Kết cấu bánh răng
6.2.2.Cửa thăm
6.2.3.Nút thông hơi
6.2.4.Nút tháo dầu
6.2.5.Kiểm tra mức dầu
6.2.6.Chốt định vị
6.2.7.Ống lót và lắp ổ
6.2.8.Bulông vòng
6.3.Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp
6.3.1.Bôi trơn trong hộp giảm tốc
6.3.2.Bôi trơn ngoài hộp
6.3.3.Điểu chỉnh ăn khớp
6.4. Bảng thốn kê các kiểu lắp và dung sai.
KẾT LUẬN
TÀI LIỆU THAM KHẢO
MỤC LỤC
LỜI NÓI ĐẦU
Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí. Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại. Vì thế tầm quan trọng của các hệ thống dẫn động cơ khí là rất lớn. Hiểu biết lý thuyết và vận dụng nó trong thực tiễn là một yêu cầu cần thiết đối với một người kỹ sư.
Để nắm vững lý thuyết và chuẩn bị tốt trong viểc trở thành một người kỹ sư trong tương lai. Đồ án môn học thiết kế hệ thống truyền động cơ khí trong ngành cơ khí là một môn học giúp cho sinh viên ngành cơ khí làm quen với những kỹ năng thiết kế, tra cứu và sử dụng tài liệu được tốt hơn, vận dụng kiến thức đã học vào việc thiết kế một hệ thống cụ thể. Ngoài ra môn học này còn giúp sinh viên cũng cố kiến thức của các môn học liên quan, vận dụng khả năng sáng tạo và phát huy khả năng làm việc theo nhóm.
Trong quá trình trình thực hiện đồ án môn học này, chúng em luôn được sự hướng dẫn tận tình của thầy:…………….. và các thầy bộ môn trong khoa cơ khí. Em xin chân thành cảm ơn các thầy đã giúp đỡ chúng em hoàn thành đồ án môn học này.
……., ngày…tháng…..năm20…..
Sinh viên thực hiện
(Ký)
………………
PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
1.1.Chọn động cơ điện.
1.1.1.Xác định công suất yêu cầu của trục động cơ.
Pct : Công suất trên một trục công tác
Pyc : Công suất trên trục động cơ
Tra bảng ta có:
Hiệu suất của một cặp ổ lăn : = 0,99
Hiệu suất của bộ đai : 0,96
Hiệu suất của bộ truyền bánh răng : 0,97
Hiệu suất của khớp nối: 1
Thay số vào (1) ta có:
= 0,993.0,96.0,97.1 = 0,9
Vậy công suất yêu cầu trên trục động cơ là :
1.1.2.Xác định số vòng quay của động cơ.
Trên trục công tác ta có:
nlv =
Trong đó : (2)
Tra bảng ta chọn được tỉ số truyền sơ bộ của:
Truyền động đai: 3
Truyền động bánh răng trụ: 4 (hộp giảm tốc một cấp)
Thay số vào (2) ta có:
3.4= 12
Suy ra : 66,53.12 = 798,56 (v/ph)
Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ: ndc =750 (v/ph)
1.1.3.Chọn động cơ.
Từ Pyc = 1,57 kW & ndc =750 v/ph
Tra bảng phụ lục ta có động cơ điện:
|
Kiểu động cơ
|
Pđc (KW)
|
|
|
4A112MA8Y3
|
2,2
|
705
|
1.2.Phân phối tỉ số truyền.
1.2.1.Xác định tỉ số truyền chung của hệ thống.
Theo tính toán ở trên ta có:
705 (v/p)
nct = 66,53(v/ph)
Tỉ số truyền chung của hệ thống là :
1.2.2 .Phân phối tỉ số truyền cho hệ .
Chọn trước tỉ số truyền của bộ truyền trong = 4
1.3.Tính các thông số trên các trục.
1.3.1.Số vòng quay.
Theo tính toán ở trên ta có: ndc = 705(vg/ph)
Tỉ số truyền từ động cơ sang trục I qua đai là:
Số vòng quay thực của trục công tác là:
1.3.2.Công suất .
Công suất trên trục công tác (tính ở trên) là: Pct = 1,41( )
Công suất trên trục II là :
Công suất trên trục I là :
Công suất thực của động cơ là:
1.3.3.Mômen xoắn trên các trục.
Mômen xoắn trên trục I là :
Mômen xoắn trên trục II là :
Mômen xoắn trên trục công tác là:
Mômen xoắn thực trên trục động cơ là :
1.3.4.Bảng thông số động học.
|
Thông số/Trục
|
Động Cơ
|
I
|
II
|
Công Tác
|
|
U
|
|
=4
|
=1
|
|
n(v/ph)
|
705
|
266
|
66,5
|
66,5
|
|
P(KW)
|
2,2
|
1,48
|
1,42
|
1,41
|
|
T(N.mm)
|
21132
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
II.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI.
Tính toán thiết kế bộ truyền đai dẹt.
Các thông số yêu cầu:
2.1.Chọn loại đai và tiết diện đai.
Chọn đai vải cao su
2.2.Chọn đường kính hai đai:
Chọn theo tiêu chuẩn theo bảng:
d1=(5,2 6,4) =(5,2 6,4) =(143,8 176,94) chọn d=160 mm
Kiểm tra vận tốc đai:
thỏa mãn.
Xác định :
:Hệ số trượt,với Chọn
Tra bảng ta chọn theo tiêu chuẩn:
Tỷ số truyền thực:
Sai lệch tỷ số truyền :
Thỏa mãn.
2.3.Xác định khoảng cách trục a.
Khoảng cách trục
Vậy :chọn
Chiều dài đai :
Dựa vào bảng ta chọn L theo tiêu chuẩn :Chọn
Số vòng chạy của đai trong .
Thỏa mãn.
Xác định góc ôm trên bánh đai nhỏ:
Suy ra thỏa mãn
2.4.Xác định tiết diện đai và chiều rộng bánh đai.
Diện tích đai :
Trong đó :
: lực vòng
: hệ số tải trọng động. Tra bảng ta được :
: chiều dày đai được xác định theo tra bảng với loại đai vải cao su ta chọn
Do vậy :
Tra bảng ta dùng loại đai và không có lớp lót, chiều dày đai ,
Kiểm tra :
ð Thỏa mãn
Ứng suất cho phép :
Trong đó:
và là hệ số phụ thuộc vào ứng suất căng ban đầu và loại đai
Ta có : do góc nghiêng của bộ truyền và định kỳ điều chỉnh khoảng cách trục
Tra bảng với ta được
: hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm
: hệ số kể đến ảnh hưởng của lực ly tâm đến độ bán của đai trên bánh đai
Do sử dụng đai vải cao su
: hệ số kể đến vị trí của bộ truyền và phương pháp căng đai. Tra bảng với góc nghiêng của bộ truyền ta được
Do vậy :
Chiều rộng đai:
Chiều rộng bánh đai B:
Tra bảng với b=40 (mm) tra bảng B21.16 ta có B=50 (mm)
2.5. Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục.
Lực căng ban đầu :
Lực tác dụng lên trục:
2.6. Bảng thông số.
|
Thông số
|
Ký hiệu
|
Giá trị
|
|
Loại đai
|
b-800
|
|
|
Đường kính bánh đai nhỏ
|
|
160(mm)
|
|
Đường kính bánh đai lớn
|
|
400 (mm)
|
|
Chiều rộng đai
|
b
|
34,48(mm)
|
|
Chiều dày đai
|
|
3,75 (mm)
|
|
Chiều rộng bánh đai
|
B
|
50 (mm)
|
|
Chiều dài đai
|
L
|
2800 (mm)
|
|
Khoảng cách trục
|
a
|
900 (mm)
|
|
Góc ôm bánh đai nhỏ
|
|
|
|
Lực căng ban đầu
|
|
244,5 (N)
|
|
Lực tác dụng lên trục
|
|
484,70 (N)
|
PHẦN 3.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH
RĂNG CÔN RĂNG THẲNG
Thông số đầu vào:
P = PI= 1,48(kW)
T1= TI=53135(Nmm)
n1= nI=266(vg/ph)
u = ubr= 4
Lh= 18000 (giờ)
3.1. Chọn vật liệu bánh răng.
Tra bảng , ta chọn:
Vật liệu bánh răng lớn:
· Nhãn hiệu thép: 45
· Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện
· Độ rắn: Ta chọn HB2=230
· Giới hạn bền σb2=750 (MPa)
· Giới hạn chảy σch2=450 (MPa)
Vật liệu bánh răng nhỏ:
· Nhãn hiệu thép: 45
· Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện
· Độ rắn: HB=192÷240, ta chọn HB1= 245
· Giới hạn bền σb1=850 (MPa)
· Giới hạn chảy σch1=580 (MPa)
3.2.Xác định ứng suất cho phép.
3.2.1.Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] và ứng suất uốn cho phép [σF].
Trong đó:
Chọn sơ bộ:
SH, SF – Hệ số an toàn khi tính toán về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn: Tra bảng với:
Ø Bánh răng chủ động: SH1= 1,1; SF1= 1,75
Ø Bánh răng bị động: SH2= 1,1; SF2= 1,75
- Ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở:
=>
Bánh chủ động:
Bánh bị động:
KHL,KFL – Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền:
Trong đó:
mH, mF – Bậc của đường cong mỏi khi thử về ứng suất tiếp xúc. Do bánh răng có: HB<350 => mH = 6 và mF = 6
NHO, NFO – Số chu kỳ thay đổi ứng suấtkhi thử về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn:
NHE, NFE – Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: Do bộ truyền chịu tải trọng tĩnh => NHE= NFE= 60c.n.t∑ , trong đó:
c – Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c=1
n – Vận tốc vòng của bánh răng
t∑ – tổng số thời gian làm việc của bánh răng
ð
Ta có: NHE1> NHO1 => lấy NHE1= NHO1 => KHL1= 1
NHE2> NHO2 => lấy NHE2= NHO2 => KHL2= 1
NFE1> NFO1 => lấy NFE1= NFO1 => KFL1= 1
NFE2> NFO2 => lấy NFE2= NFO2 => KFL2= 1
Do vậy ta có:
Do đây là bộ truyền bánh răng côn răng thẳng
=> (MPa)
3.2.2.Ứng suất cho phép khi quá tải.
3.2.3. Xác định chiều dài côn ngoài
Theo công thức (6.15a):
Với:
▪T1 là mômen xoắn trên trục chủ động. T1= TI=53135(N.mm)
▪[σH] - ứng suất tiếp xúc cho phép; [σH] = 481,82( MPa).
▪ KR– hệ số phụ thuộc vào vật liệu làm bánh răng và loại bánh răng: Đối với bánh răng côn răng thẳng làm bằng thép =>
U-Tỉ số truyền u=4
- Hệ số chiều rộng vành răng : chọn sơ bộ
=>
KHβ, KFβ – Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về ứng suất tiếp xúc và uốn: Tra bảng với
- 0,57
-Sơ đồ bố trí là sơ đồ I
- HB <350
-Loại răng thẳng
-Ta được
Do vậy
3.4. Xác định các thông số ăn khớp.
3.4.1. Đường kính vòng chia ngoài .
(mm)
Tra bảng B [1] với =69,85 và tỉ số truyền là u=4 . ta được số răng
Ta có HB<350 => Z1=1,6.17=27.2 chọn Z1=27
Đường kính vòng trung bình và môdun trung bình
(mm)
mtm = dm1/Z1 = 61,12/27 = 2,26
Môdun vòng ngoài
Mte = = (mm)
Tra bảng B [1] chọn theo tiêu chuẩn =2,5(mm)
Môdun vòng trung bình (mm)
3.4.2. Xác định số răng.
chọn =27
Suy ra tỉ số truyền thực tế :
Vì DU = %< 4% , suy ra thoả mãn.
3.4.3. Xác định góc côn.
3.4.4. xác định hệ số dịch chỉnh.
Đối với bộ truyền bánh răng côn răng thẳng ta sử dụng chế độ dịch chỉnh đều:
Tra bảng B [1] với =27 ; =4 , ta được x1=0,36 ; x1=-x2=0,36
3.4.5. xác định đường kính trung bình và chiều dài côn ngoài.
Đường kính trung bình
Chiều dài côn ngoài :
(mm)
3.5. Xác định các hệ số và một số thông số động học.
Tỷ số truyền thực tế: ut= 4
Vận tốc trung bình của bánh răng:
Với bánh răng trụ răng nghiêng và v = 0,82(m/s) tra bảng [1] ta đựoc cấp chính xác của vbộ truyền là: CCX=9.
Tra phụ lục 2.3/250[1], với: + CCX=9
+HB<350
+v= 0,82(m/s)
Nội suy tuyến tính ta được:
KHv= 1,01
KFv= 1,03
Với cấp độ chính xác 9, khi đó cần gia công đạt độ nhámRa =2,5 ...1,25 (mm) ZR = 0,95.
HB<350 , v= 0,82(m/s) <5 m/s; suy ra ZV = 1.
với dm2 = 237(mm)< 700mm suy ra KxH=1
Chọn YR= 1
YS= 1,08- 0,0695.ln(m)= 1,08-0,0695.ln(3)= 1,0036
Do bộ truyền bánh răng là bánh răng côn răng thẳng nên:
=1
=1
Hệ số tập trung tải trọng: = 1,12; =1,24(chọn ở mục 2.3).
3.6.Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng.
3.6.1.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
ZM –Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu bánh răng
Bảng 6.5-T96: ZM= 274[MPa]1/3.
ZH –hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc tra bảng Với x1+x2=0 và được suy ra ZH=1.76
Zε-hệ số xét đến sự trùng khớp của hai bánh răng :
.
và hệ số trùng khớp ngang εα có thể tính gần đúng theo công thức:
Suy ra:
KH –hệ số tải trọng khi tính toán tiếp xúc
=1,12.1.1,01=1.13
Chiều rộng vành răng =0,25.140=35
Thay vào ta được:
Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép ;
Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] được tính theo công thức
ð Đủ bền và Thỏa mãn
3.6.2. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Công thức :
- Ứng suất uốn cho phép của bánh chủ động và bị động:
Trong đó:
Hệ số kể đến độ nghiêng của răng:
Do là bánh răng thẳng (hệ số kể đến độ nghiêng của răng).
- hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng tương đương
.Tra bảng: ,với hệ số dịch chỉnh
X1=0
YF1= 3,45; YF2 = 3,53
- hệ số tải trọng khi tính về uốn.
.
1,24.1.1,03= 1,28
Vậy:
Do : sF1= MPa< [sF1] =252Mpa;
sF2= < [sF2] = 237 Mpa
Do vậy bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn.
3.6.3.Kiểm nghiệm về quá tải.
Kqt – Hệ số quá tải:
Do vậy:
3.7. Các thông số hình học của cặp bánh răng.
- Đường kính vòng chia :
- Chiều cao răng ngoài:
- Chiều cao đầu răng ngoài :
Chiều cao chân răng ngoài
Đường kính đỉnh răng ngoài
3.8. Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng nghiêng.
Như vậy ta có bảng thông số chính của bộ truyền:
|
Thông số
|
Kí hiệu
|
Giá trị
|
|
Chiều dài côn ngoài
|
|
139,5
|
|
Môdun vòng ngoài
|
|
2,5
|
|
Chiều rộng vành răng
|
b
|
35
|
|
Tỉ số truyền
|
|
4
|
|
Góc nghiêng của răng
|
|
0
|
|
Số răng của bánh răng
|
|
27
|
|
|
108
|
|
Hệ số dịch chỉnh chiều cao
|
|
0,38
|
|
|
-0,38
|
|
Đường kính vòng chia ngoài
|
|
67,5
|
|
|
270
|
|
Góc chia côn
|
|
14,04
|
|
|
75,96
|
|
Chiều cao răng ngoài
|
|
he = 2htemte + c ; mte = 2,5
hte = cosβ = 1 (mm); c = 0,2mte = 0,5 (mm)
→ he = 2×1×2,5 + 0,5 = 5,5 (mm)
|
|
Chiều cao đầu răng ngoài
|
|
hae1 = (hte + xn1cosβ)mte = 3,45 (mm)
xn1 = x1 = 0,38
hae2 = 2htemte – hae1 = 1,55 (mm)
|
|
Chiều cao chân răng ngoài
|
|
2,05
|
|
|
3,95
|
|
Đường kính đỉnh răng ngoài
|
|
74,19
|
|
|
270,80
|
PHẦN 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC
4.1. Tính toán khớp nối.
Thông số đầu vào:
|
Mô men cần truyền: T = TII =203925 (N.mm)
|
4.1.1. Chọn khớp nối.
Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục:
Ta chọn khớp theo điều kiện:
Trong đó:
Tt – Mô men xoắn tính toán: Tt = k.T với:
k – Hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy. Tra bảng ta lấy k = 1,2
T – Mô men xoắn danh nghĩa trên trục:
T = TII = 203925(N.mm)
Do vậy:
Tt = k.T = 1,2.203925= 244710 (N.mm)
Tra bảng với điều kiện:
Ta được các thông số khớp nối như sau:
Tra bảng với: ta được:
4.1.2. Kiểm nghiệm khớp nối.
a. Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi:
, trong đó:
- Ứng suất dập cho phép của vòng cao su. Ta lấy ;
Do vậy, ứng suất dập sinh ra trên vùng đàn hồi:
b. Điều kiện bền của chốt:
, trong đó:
- Ứng suất cho phép của chốt. Ta lấy
Do vậy ứng suất sinh ra trên chốt:
4.1.3. Lực tác dụng lên trục.
Ta có: ; lấy trong đó:
4.1.4. Các thông số cơ bản của nối trục vòng đàn hồi.
|
Thông số
|
Ký hiệu
|
Giá trị
|
|
Mô men xoắn lớn nhất có thể truyền được
|
|
250 (N.m)
|
|
Đường kính lớn nhất có thể của trục nối
|
|
32 (mm)
|
|
Số chốt
|
Z
|
6
|
|
Đường kính vòng tâm chốt
|
D0
|
105 (mm)
|
|
Chiều dài phần tử đàn hồi
|
l3
|
28 (mm)
|
|
Chiều dài đoạn công xôn của chốt
|
l1
|
34 (mm)
|
|
Đường kính của chốt đàn hồi
|
d0
|
14 (mm)
|
4.2. Thiết kế trục.
4.2.1. Chọn vật liệu.
Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có: σb = 600 MPa, ứng suất xoắn cho phép
[τ] = 12 ÷ 30 Mpa.
4.2.2. Xác định lực tác dụng.
b. Xác định giá trị các lực tác dụng lên trục, bánh răng:
Lực tác dụng lên trục từ bộ truyền đai: Fd = 484,70 (N)(N)
Lực tác dụng lên trục từ khớp nối: Fkn = 776,86 (N)
Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng:
- Lực vòng: (N)
- Lực hướng tâm
- Lực dọc trục
4.2.3 Xác định sơ bộ đường kính trục
- Với trục I: , trong đó:
TI – Mô men xoắn danh nghĩa trên trục I: TI =53135(N.mm)
[τ] - Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 ÷ 30 (MPa) với trục vào hộp giảm tốc ta chọn [τ] = 15 (MPa)
- Với trục II:
TII – Mô men xoắn danh nghĩa trên trục II: TII = 203925 (N.mm)
[τ] - Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 ÷ 30 (MPa) với trục vào hộp giảm tốc ta chọn [τ] = 25 (MPa)
(mm)
Ta chọn:
4.2.4. Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.
a. Xác định chiều rộng ổ lăn trên trục:
Tra bảng với:
Ta được chiều rộng ổ lăn trên các trục:
b. Xác định khoảng cách trục:
Trục I:
Tra bảng ta được:
4.3.Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
bánh răng côn.
- trên trục I:
Chọn
- trên trục II
Do đó chọn
Giả sử có bánh răng trụ
- Bánh răng trụ : +trên trục II
Do đó chọn
+ Khớp đàn hồi :
Do đó chọn
+ Đĩa xích :
Do đó chọn
Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
Các kích thước khác liên quan đến chiều dài trục, chọn theo bảng
- Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp, hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay: k1=8 mm;
- Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp:k2=5 mm;
- Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3=15mm;
- Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn=20mm
Suy ra
Chọn 70mm
Do đó Chọn
Chọn
Trục II
Chọn
4.2.5. Xác định các lực tác dụng lên gối đỡ.
Thông số đầu vào:
- Lực tác dụng lên trục I từ khớp nối: Fkn = 776,86 (N)
- Lực tác dụng lên trục II từ bộ truyền đai: Fd = 484,70 (N)
- Lực tác dụng lên bánh răng: Ft = Ft1 = Ft2 = 1797,22(N)
Fr = Fr1 = Fr2 = 634,59 (N)
Fa = Fa1 = Fa2 =158,96 (N)
Trục II:
Từ hệ phương trình cân bằng lực:
Trong đó:
Fi – Lực thành phần
Mi – Mômen uốn
li – Cánh tay đòn
Ta có :
4.5. Tính thiết kế trục.
4.5.1. Tính sơ bộ trục I.
+Với d1sb= 30mm. Ta chọn đường kính các đoạn trục:
-Tại tiết diện lắp bánh răng: d22=21 mm
-Tại tiết diện lắp ổ lăn: d20=d21=25mm
-Tại tiết diện lắp khớp : d23 =21mm
+Chọn then:
Trên trục I then được lắp tại vị trí bánh răng (vị trí 1) và khớp nối (vị trí 4)
Tra bảng 9.1a [173/TL1] với d1 = d4 = 21 mm ta chọn then có:
4.5.2.Tính chi tiết trục II.
Mômen uốn tổng và mômen tương đương MjMtđj ứng với các tiết diện j đươc tính theo công thức:
)
0
Sơ đồ mômen lực tác dụng lên trục 2:
- Đường kính trục tại các tiết diện tương ứng khi tính sơ bộ.
Với =50N/mm2 tra bảng 10.5/195
- Tại tiết diện lắp khớp nối:
- Tại tiết diện lắp ổ lăn:
- Tại tiết diện bánh răng:
- Tại tiết diện lắp ổ lăn:
Ta chọn đường kính theo tiêu chuẩn và đảm bảo điều kiện lắp ghép:
Suy ra ta chọn được:
Tại tiết diện lắp bánh răng: d22= 40 mm
Tai tiết diện lắp ổ lăn :d23= d21 =35 mm
Tại tiết diện lắp bộ truyền ngoài d20=30mm
Sơ đồ trục 2 tại các tiết diện :
Chọn then:
+Do các trục nằm trong hộp giảm tốc nên ta chọn loại then bằng. Để đảm bảo tính công nghệ ta chọn loại then giống nhau trên cùng một trục.
Khi đó, theo TCVN 2261- 77 ta có thông số của các loại then được sử dụng như sau:
|
Tiết diện
|
Đường kính trục
|
Kích thước tiết diện
|
Chiều sâu rãnh then
|
Bán kính góc lượn của rãnh
|
|
b
|
h
|
t1
|
t2
|
Nhỏ nhất
|
Lớn nhất
|
|
2-0
|
30
|
8
|
7
|
4
|
2,8
|
0,25
|
0,4
|
|
2-2
|
40
|
12
|
8
|
5
|
3,3
|
0,25
|
0,4
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
+ Kiểm nghiệm độ bền của then:
Chọn số then bằng 1 tại các vị trí lắp bánh răng và bộ truyền ngoài.
a. Tại tiết diện 2-2 (tiết diện lắp bánh răng):
-Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục và then. Chọn lt=(0,8…0,9)lm22= (0,8…0,9).50 =40…45 mm. chọn =45 mm
Với then làm bằng thép, tải va đập nhẹ ta chọn được:
Công thức (9.1) ta có:
Kiểm nghiệm độ bền cắt: công thức (9.2):
b. Tại tiết diện 2-0 (tiết diện lắp bộ truyền ngoài):
-Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục và then. Chọn lt=(0,8…0,9)lmc2=(0,8…0,9)60 = 48…54 mm. chọn lt=50mm
Với then làm bằng thép, tải va đập nhẹ ta chọn được
Công thức (9.1) ta có:
=>thỏa mãn
Kiểm nghiệm độ bền cắt: công thức (9.2):
=>thỏa mãn.
4.6.Kiểm nghiệm trục ( trục II) theo độ bền mỏi.
Với thép 45 có: ,
và theo bảng 10.7 ta có:
,
Các trục trong hộp giảm tốc đều quay, ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng. ta có :
và ; với (trục có một rãnh then)
Nên:
Trục quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu trình mạch động. ta có :
với
nên:
Với các thông số của then, kích thước trục tại các vị trí nguy hiểm.Ta có:
|
Tiết diện
|
Đường kính trục
|
b*h
|
t1
|
W
|
W0
|
sa
|
ta
|
|
2-0
|
30
|
8*7
|
4
|
2288,84
|
4938,21
|
0
|
20,64
|
|
2-1
|
35
|
0
|
0
|
4207,11
|
12560
|
11,45
|
8,12
|
|
2-2
|
40
|
12*8
|
5
|
5361,25
|
11641,25
|
13
|
8,76
|
Xác định hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm của trục.
Dựa vào biểu đồ mômen uốn và mômen xoắn trên trục I ta thấy các tiết diện nguy hiểm là tiết diện lắp bánh răng 2 và tiết diện lắp ổ lăn 1.Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo độ bền mỏi nếu hế số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm đó thỏa mãn điều kiện sau:
Trong đó:
[s] - hệ số an toàn cho ,[s] = 1,5...2,5
ss , st - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp, được tính theo công thức sau:
Trong đó :
s-1, t-1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng sa, tavà sm, tm là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diên xét .
Chọn sơ bộ kiểu lắp theo bảng ta có
Ứng suất uốn biên :
Ứng suất xoắn biên
Hệ số an toàn tính riêng về ứng suất uốn là : ;
Hệ số an toàn tính riêng về ứng suất xoắn là:
Trong đó - hệ số bề mặt
tra bảng với
Hệ số an toàn tổng:
|
Mặt cắt
|
W
|
Wo
|
|
|
|
|
|
|
S
|
|
2-0
|
2288,84
|
4938,21
|
0
|
0
|
10^6
|
20,64
|
20,64
|
3,6
|
3,6
|
|
2-1
|
4207,11
|
12560
|
11,45
|
0
|
8,3
|
8,12
|
8,12
|
9,11
|
6,14
|
|
2-2
|
5361,25
|
11641,25
|
13
|
0
|
7,3
|
8,76
|
8,76
|
8,45
|
6,19
|
PHẦN 5. TÍNH CHỌN VÀ KIỂM NGHIỆM Ổ LĂN
5.1. Chọn ổ lăn cho trục I.
Để có kết cấu đơn giản nhất, giá thành thấp nhất. chọn ổ bi đỡ chặn .Chọn kết cấu ổ lăn theo khả năng tải động.Đường kính trục tại chỗ lắp ổ lăn : d= 25 mm.
Tra phụ lục 2.12/264 với ổ cỡ trung ta chọn ổ bi đũa côn có kí hiệu 7305 có các thông số sau :
d= 25mm ; D=62 mm;
C= 29,6 kN ; C0 =20,9 kN.
5.2.Chọn ổ lăn cho trục II.
5.2.1.Chọn loại ổ lăn.
Phản lực hướng tâm lên các ổ là :
+ Phản lực hướng tâm tác dụng lên ổ lăn bên trái bánh răng:
+ Phản lực hướng tâm tác dụng lên ổ lăn bên phải bánh răng:
Lực dọc trục: Fa1 =158,96N
Do yêu cầu độ cứng cao, độ chính xác giữa vị trí trục và bánh răng côn chọn ổ đũa côn 1 dãy .tra bảng P2.11 và dựa vào đường kính ngõng trục là d=40mm ta chọn sơ bộ đũa côn cỡ trung
5.2.2.Chọn kích thước ổ lăn.
Đường kính trục tại chỗ lắp ổ: d= 35 mm.
Tra phụ lục 2.12/264 với ổ cỡ trung ta chọn ổ bi đũa côn có kí hiệu 7307 có các thông số sau :
d= 35mm ; D=80 mm;
C= 48,1 kN ; C0 =35,3 kN.
5.2.3.Chọn sơ đồ bố trí ổ lăn.
Bố trí dạng chữ O:
Tính và kiểm nghiệm khả năng tải trọng của ổ
Theo bảng 11.4 với ổ đũa đỡ chặn
Theo 11.7 lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên ổ
=-172,44 +158,96 = -13,48 (N) s0 nên Fa0 =352,66 N
= 352,66 + 158,96 = 511,62 (N) > Fs1 nên Fa1 = 511,62 N
5.2.5. Tính tỷ số.
+Xét Fa0 / V. Fr0 = 352,66 /1.1324,79= 0,27< e
Suy ra , tra bảng 11.4/216 ta chọn được :
X0 = 1
Y0 = 0
+Xét Fa1 / V. Fr1 = 511,62/1.763,82 = 0,66> e
Nội Suy ra ta được : X1 = 0,4
Y1 =0,4.cotan 12=1,88
5.2.6. Tính tải trọng quy ước, tải trọng tương đương của ổ bi đỡ chặn.
Q0 = ( X0.V.Fr0 + Y0.F0a ) kt .kd =(1.1.1324,79+0.352,66).1.1=1324,79 ( N)
Q1 = ( X1.V.Fr1 + Y1.F1a ) kt .kd =(0,4.1.763,82 1,88.511,62).1.1=1267,37 (N)
Tải quy ước: Q = max(Q0 , Q1 )= 1267,37 N
5.2.7. Kiểm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải động.
Ta có:
Với :
- m: bậc của đường cong mỏi, m=10/3 do tiếp xuc điểm ;
- L: Tuổi thọ của ổ bi đỡ. Với Lh= 18500 giờ
Tuổi thọ của ổ lăn:
L = Lh.n1.60.10-6 = 18500. 266. 60. 10-6 = 295,26 (triệu vòng)
Q = 1551,42 N
Cd = < C = 61kN
Thoả mãn điều kiện tải động.
PHẦN 6: KẾT CẤU VỎ HỘP
6.1.Vỏ hộp.
6.1.1.Tính kết cấu của vỏ hộp.
Chỉ tiêu của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ.Chọn vật liệu để đúc hộp giảm tốc là gang xám có kí hiệu là GX15-32.
Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục.
6.1.2. Kết cấu nắp hộp.
Dùng phương pháp đúc để chế tạo nắp ổ, vật liệu là GX15-32.
6.2.7.Chốt định vị.
Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chữa đường tâm các trục.Lỗ trụ lắp ở thân hộp & trên nắp được gia công đồng thời, để đảm bảo vị trí tương đối giữa nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như khi lắp ghép, ta dùng 2 chốt định vị, nhờ các
KẾT LUẬN
Sau một thời gian làm đồ án, dưới sự hướng dẫn chỉ bảo của các thầy giáo trong bộ môn, đặc biệt là thầy giáo hướng dẫn:…….….……, đến nay đồ án của em đã hoàn thành đúng thời hạn đảm bảo các nhiệm vụ được giao.
Qua quá trình làm đồ án đã giúp tôi làm quen với những công việc cụ thể của người kỹ sư cơ khí trong tương lai, phương pháp làm việc độc lập, sáng tạo, khoa học, kỷ luật, đồng thời đồ án đã giúp bản thân em củng cố thêm các kiến thức đã được học cũng như học hỏi được nhiều kiến thức và kinh nghiệm quý báu. Do thời gian có hạn và kiến thức thực tế còn hạn chế nên trong quá trình làm đồ án của em không tránh được những thiếu sót. Kính mong quý thầy cô chỉ bảo để đồ án của em được hoàn thiện hơn.
Cuối cùng em xin cám ơn thầy giáo hướng dẫn:………………, cùng các thầy trong bộ môn đã tận tình hướng dẫn cho em hoàn thành đồ án này.
Em xin chân thành cảm ơn !
TÀI LIỆU THAM KHẢO
1. Trịnh Chất, Lê Văn Uyển -Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1,2 -NXB KH&KT, Hà Nội,2007
2. Nguyễn Trọng Hiệp - Chi tiết máy, tập 1,2 - NXB GD, Hà Nội,2006
3. Ninh Đức Tốn - Dung sai và lắp ghép - NXB GD, Hà Nội, 2004
"TẢI VỀ ĐỂ XEM ĐẦY ĐỦ ĐỒ ÁN"